Гаврилин А.М. и др. Расчет и проектирование металлорежущих станков

Подождите немного. Документ загружается.

3 Прочностной расчет основных элементов привода

Расчётные осевые нагрузки, действующие на радиаъно-; <>о:.1Ьх

подшипники, определяют в зависимости от схемы воздействия внеш-

них сил с учетом выбранного относительного расположения подшип-

ников (рис. 3.5).

Рис.

3.5.

Схема установки радиально-упорных подшияников

Расчетная осевая нагрузка на каждый из двух подшипников (I или

II) может быть определена по формулам (табл. 3.21),

которой Si и S

- осевые составляющие силы радиальных нагрузок N

\ и jV

y[b

прило-

женных соответственно к подшипникам I и II.

Таблица 3.21

Формулы для расчёта осевых нагрузок

Условия нагружения

S, >

S„;

S, <

S„;

S„ - S,

S^SujPx^Sn-S,

Осевые нагрузки

Nxi

= S,; N

„ =

Si,

+ Р

„ =

S„;

= S„

Величины

.Si

«Sn

определяются по формулам:

а) для радиальных и радиально-упорных подшипников

S = e-Ny, кгс;

(3.64)

3.4 Конструирование опор валов на подшипниках качения

б) для конических роликоподшипников

5'=0,83-е-Лу, кгс, (3.65)

где значение коэффициента

для радиально-упорных шарикопод-

шипников с углом контакта а - 26° и а ~ 36° берётся из табл. 3.17, а

для роликоподшипников

из табл. 3.18. Для шарикоподшипников с

углом контакта а= 12° величину е определяют из уравнения

lg~-"~-l/114

»в*

-%гг—; (3-66)

4,729

а с углом контакта

<х

- 15°:

lg—'--1,766

•"-%«—

(зет>

где С

статическая грузоподъемность, кгс (берётся из справоч-

ника [15]).

Приведенные формулы справедливы для определения эквивалент-

ной нагрузки подшипниковых узлов, работающих при постоянных

режимах. Однако подшипниковые узлы валов коробок скоростей и

коробок подач подавляющего большинства металлорежущих станков

испытывают переменные во времени нагрузки и частоты вращения. В

этом случае подшипники выбирают по приведённой эквивалентной

нагрузке

Q„

и расчетному числу оборотов вала п

ргсчШ

- Под приведен-

ной эквивалентной нагрузкой понимается условная нагрузка, которая

обеспечивает ту же долговечность, какой достигает подшипник в дей-

ствительных условиях работы.

Величина приведённой нагрузки определяется по формуле

Jg^fifc^i,^

(3.68)

<2ь Й2>-"<2п

эквивалентные нагрузки, действующие на подшип-

никовый узел в течение совершаемых им h\, hi,..., h

миллионов обо-

ротов соответственно;

общее число миллионов оборотов за период эксплуатации

подшипникового узла.

При расчете универсальных станков невозможно регламентиро-

вать срок эксплуатации станка на"каждом режиме нагрузки.

3 Прочностной расчет основных элементов привода

Помимо этого большинство валов, особенно в коробках скоро-

стей, несёт на себе группы ведущих и ведомых шестерён. В течение

всего срока службы подшипников работают поочередно только одна

из ведущих и одна из ведомых шестерен. Приведенная эквивалентная

нагрузка универсальных станков определяется умножением макси-

мальной эквивалентной нагрузки на коэффициент переменности ре-

жима, который может быть представлен в виде произведения

k^-k

-k

где кы - коэффициент, учитывающий переменность мощности, при-

нимаемый равным 0,84 для широкоуниверсальных станков;

- коэффициент, учитывающий переменность чисел оборотов вала

рассчитываемого подшипника; к\ - коэффициент, учитывающий из-

менение нагрузки на опоры в связи с поочерёдностью работы шес-

терён.

Определение приведённой эквивалентной нагрузки производится

по формуле

•к\

ьы

УК,

кгс, (3.69)

где 2в

- максимальная эквивалентная нагрузка на подшипник от

действия одной из ведущих шестерен, кГс;

<2в

- максимальная эквивалентная нагрузка на подшипник от

действия одной из ведомьк шестерен, кГс;

вщ,

ham

- коэффициенты, определяемые от действия ведущей

шестерни;

£шш,

кым

- коэффициенты, определяемые от действия ведомой

шестерни.

Коэффициент к

определяется по графику (рис. 3.6) в зависимости

от общего диапазона чисел оборотов данного подшипника

D = и

тах

/итга и от диапазона чисел оборота подшипника, в котором не

может быть использована полная мощность станка D\ = n/n

min

, где

п - число оборотов подшипника, начиная с которого (и выше) может

быть использована полная мощность привода.

Значение коэффициента к\ выбирается по аналогии со значения-

ми,

приведенными в табл. 3.22, составленной применительно к наибо-

лее распространенным схемам расположения шестерен на валах

(рис.

3.7).

При определении

пвщ

и £

1вщ

берутся значения D и D\ рассматри-

ваемого вала, а при определении

пам

и к\

вм

- D и D\ вала, который

передает вращение на рассматриваемый вал.

3.4 Конструирование опор валов на подшипниках качения

4,0

3,18

2,52

2,0

1,58

1,26

1,0

2 4 8 16 D

Рис. 3.6. График для определения коэффициента

к„

Схема

по

рис.

3.7

Сред

Ведущий

вал

ние значения коэффициента к\

Таблица 3.22

Коэффициент

к\

для подшипников

0,8

0,7

0,85

0,7

0,8

0,75

0,8

0,85

0,8

0,6

0,8

0,75

0,8

0,85

0,75

0,85

0,9

0,85

0,95

0,85

0,7

0,75

0,85

0,75

0,8

0,75

0,8

0,85

0,8

0,85

0,65

0,75

0,8

0,85

0,75

0,8

0,9

0,85

0,9

0,85

0,95

0,85

Динамическая грузоподъемность радиальных и радиально-

упорных подшипников есть такая постоянная радиальная нагрузка,

которую каждый из группы идентичных подшипников (с неподвиж-

ным наружным кольцом) сможет воспринимать в течение расчетного

срока службы, исчисляемого в миллионах оборотов внутреннего

кольца.

4 г

"rfl-l

2в 2в

4 «гВ-

D С

2в

2в 2в

В А

D U

i_ I

2:1

: i

! ! '

5в

2в

в в

A j.

II -

5в з

2в

в 2в

в в

2в

х\-;-

;1 .

•

,--, 1

. ! i

< t '

5в

2в

•

1 1

II1

•

| ' !

[ '

'--' L-

8в

| В

г—.

2в

в 3

Рис. 3.7. Схемы расположения зубчатых колес ua валах

3.4 Конструирование опор валов на подшипниках качения

Динамическая грузоподъемность упорных и упорно-радиальных

подшипников - постоянная центральная, чисто осевая нагрузка, кото-

. рую любой из группы идентичных подшипников сможет во-

спринимать в течение расчётного срока службы, исчисляемого в

миллионах оборотов одного из колец подшипника.

Зависит динамическая грузоподъемность подшипника исключи-

тельно от материала, размеров и конструкции подшипника. Долговеч-

ность же подшипников обусловлена воспринимаемой ими нагрузкой

и их динамической грузоподъемностью. Номинальная долговечность

или

/?4

при известной динамической грузоподъемности подшипника

в зависимости от действующей нагрузки, может быть определена ИЗ

зависимости;

млн. об, (3.70)

, 10

-А 10

или А, =

,час,

(3.71)

60-и 6л - ' '

где С - динамическая грузоподъёмность, кгс;

Q - эквивалентная нагрузка, кгс;

п - число оборотов одного из колец подшипника, об/мин;

3 - для шарикоподшипников;

р= 10/3 - для роликоподшипников.

Формулы справедливы при любой частоте вращения п >10 об/мин,

но не превышающей предельно допустимую для данного типа под-

шипника. При п = 1-ьЮ об/мин расчёт ведут, исходя из 10 об/мин, при

п <

об/мин действующую нагрузку рассматривают как статическую

и выбор подшипника ведут по величине статической грузоподъемно-

сти для данного типоразмера.

Зная действующие нагрузки и задаваясь требуемым сроком долго-

вечности работы подшипникового узла, из зависимостей (3.70) и

(3.71) легко определить необходимую грузоподъемность подшипника:

C=g-h

1/p

, кгс, (3.72)

или

с =

°-б-%^ кгс. (3.73)

4 РАСЧЁТ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА

Шпиндельный узел является одним из наиболее ответственных

узлов станка. От точности изготовления и монтажа шпинделя в значи-

тельной степени зависит точность размеров и формы, а также шеро-

ховатость обработанных поверхностей деталей.

Отсюда вытекают требования, предъявляемые к шпиндельным уз-

лам станков:

1) достаточная статическая и динамическая жёсткость - способ-

ность шпинделя сопротивляться деформациям под действием внеш-

них нагрузок. Большие деформации шпинделя могут не только сни-

зить точность обработки, но и существенно повлиять на работоспо-

собность его опор и привода в целом;

2) необходимая точность вращения - характеризуется биением

(радиальным и осевым) переднего конца шпинделя;

3) виброустойчивость в заданном диапазоне изменения режимов

работы. В большей степени предъявляется к шпинделям скоростных

станков;

4) долговечность - лимитируется обычно долговечностью опор,

которая зависит от качества эксплуатации и обслуживания станка,

эффективности смазки и защиты опор.

Указанные требования удовлетворяются выбором наиболее оп-

тимальных параметров и конструктивных особенностей шпиндельно-

го узла, шпинделя, типа, класса точности и схемы расположения

опорных подшипников, а также качеством изготовления деталей,

сборки и регулирования шпиндельного узла.

Большинство шпинделей токарных, сверлильных и фрезерных

станков выполняются двухопорными. Реже для повышения жёсткости

и виброустойчивости применяются трёхопорные шпиндели.

На рис. 4.1 - 4.5 приведены типовые конструкции шпиндельных

узлов, получивших наибольшее распространение в серийных станках

общего назначения.

Шпиндель / токарно-винторезного станка модели 1К62 (рис. 4.1)

имеет две опоры: в передней опоре установлен двухрядный ролико-

подшипник 3182120 (поз. 2) воспринимающий только радиальные на-

грузки. Внутреннее кольцо подшипника насажено на коническую

шейку шпинделя и посредством гайки 3, имеющей стопор 4, может

смещаться вдоль оси шпинделя, что приводит к деформации внутрен-

него кольца подшипника, и за счёт этого регулируется радиальный за-

зор в подшипнике.

4 Расчет шпиндельного узла

Задняя опора имеет два радиально-упорных подшипника 5

(46215), смонтированных встречно, что позволяет им воспринимать

радиальную и осевую знакопеременную нагрузку. Зазор в подшипни-

ках этой опоры регулируется гайкой 6.

Преимуществом данной конструкции является простота монтажа

и регулировки опор шпинделя, обеспечивающих высокую точность

его вращения. Однако при этом тело шпинделя не разгружается от

осевых сил, воспринимаемых задней опорой. Поэтому подобные кон-

струкции применяются в быстроходных станках, работающих в отно-

сительно лёгких условиях. Схема монтажа шпинделя токарно-

винторезного станка модели 1А64 (рис. 4.2) сходна с рассмотренной

выше, но выгодно отличается от первой тем, что осевую нагрузку на

шпиндель воспринимает передняя опора.

Передний конец шпинделя 1 вращается также в двухрядном ради-

альном роликовом подшипнике 2. Дополнительно в передней опоре

установлены два упорных подшипника 3, воспринимающих осевую

нагрузку. Задний конец шпинделя смонтирован на радиальном роли-

ковом подшипнике 4. Монтаж и регулировка такого шпинделя слож-

нее,

чем предыдущего, но нагрузочная способность шпиндельного уз-

ла значительно возросла.

Шпиндели 1 вертикально- и радиально-сверлильных станков

(рис.

4.3) монтируются в гильзах 2. Такая необходимость вызвана

спецификой работы станков: главное движение (вращение) сообщает-

ся непосредственно шпинделю от коробки скоростей через шлицевое

соединение хвостовика 3, а осевая подача передаётся ему реечным

механизмом 4 через гильзу 2, в которой он смонтирован на подшип-

никах качения. Подшипник б нижней опоры воспринимает осевое

усилие, возникающее на инструменте при обработке. Верхняя опора

также имеет два радиальных 8 и один упорный 7 шарикоподшипники.

Регулирование зазора в упорных подшипниках б и 7 производится

гайками 9.

Шпиндели 1 вертикально- и карусельно-фрезерных станков также

устанавливаются в подвижных гильзах 2 (рис. 4.4).

Внутри гильзы расположены опорные подшипники: на переднем

конце двухрядный радиальный роликовый серии 3182100 (поз. 3), а на

заднем - два радиально-упорных шариковых (поз. 4). Такая конструк-

ция шпиндельного узла усложняет регулировку подшипников, однако

в значительной степени облегчает монтаж и ремонт узла. К тому же

шпиндели этих станков, так же как и сверлильных, разгружены от

поперечных изгибающих сил, возникающих в зубчатых зацеплениях

привода главного движения.-

•v

•О

Рис. 4.1. Шпиндельный узел токарно-винторезного станка модели 1К62

ЧО

ШУ//М///У////Ж/?///Ш//У/*///У

^УШ^ТШТТ,

Рис. 4.2. Шпиндельный узел токарно-винторезного станка модели 1А64